CC BY
29
СУ. Содержание дизельного топлива в смеси увеличивается слева направо от 10 до 100%.
Теперь можно определить массив значений максимальных давлений сгорания на такте сжатия. Если совместить две функции Гг^а') и на двух
осях У, относительно оси X - Qd, то они пересекутся в определенной точке.
Если эту точку спроецировать на ось X, то мы можем определить величину оптимального соотношения состава компонентов комбинированного топлива с учетом тепло-динамической напряженности при работе дизеля на смеси дизельного топлива и природного газа (рис. 2).
Как видно их графика, для данного расчета оптимальное соотношение состава топливной смеси является дизельное топливо 55%, а природный газ 45%.
Выводы
1) Найдено оптимальное соотношение состава компонентов комбинированного топлива с учетом тепло-динамической напряженности при работе дизеля на смеси дизельного топлива и природного газа.
2) Модель можно также использовать при исследовании работы дизеля на других альтернативных топливах. Необходимо задать исследуемый молекулярный состав топливовоздушной смеси.
3) Горение это химический процесс окисления.
4) Дело в том, что при увеличении содержания в смеси природного газа уменьшается выброс С02 (рис. 3) и сажи, а выброс 1ЧОх (рис. 4) увеличивается.
1) Это происходит потому, что на сжигание газа требуется больше воздуха, в котором содержится
азот. Горение — это химический процесс — окисление. Из этого можно сделать вывод, что первоочередная задача не состоит в поиске альтернативного, более экологичного, более экономичного топлива, она заключается в том, что бы при образовании химической реакции горения топливовоздушной смеси, горение топливо сопровождал качественный окислитель, без содержания азота воздуха, Можно прогнозировать, что в будущем на заправочных станциях будут предлагать не только то, что мы сейчас окисляем, но и сам окислитель. Таким образом, можно качественно улучшить процесс сгорания топлива, увеличить мощность двигателя, повысить экологическую безопасность отработавших газов.
Библиографический список
1. Костин А.К. и др. Габота дизелей н условиях эксплуатации. Д.: 193У.
2. Колчин А.И .Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. М.: :эао.
3. Кирьянов Д.В. Самоучитель МаШСАО 12. - СПб.: 2004.
АХТУЛОВА Людмила Николаевна, кандидат технических наук, доцент кафедры «Управление качеством и сертификация».
НЕХОРОШИХ Александр Павлович, аспирант кафедры «Управление качеством и сертификация».
Дата поступления статьи в редакцию: 14.09.2006 г. © Ахтулова Л.Н., Нехороших А.П.
удк 621.9.06 В. А. ГАВРИЛОВ
Омский государственный технический университет
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ТОЧНОСТИ ОБРАБОТКИ НА МНОГОЦЕЛЕВЫХ СТАНКАХ_
В статье рассмотрена методика и результаты экспериментальных исследований жесткости многоцелевого станка как основного фактора, обеспечивающего точность обработки деталей. Анализ результатов исследований позволил выявить механизм упругих перемещений, что важно при проектировании станочного оборудования.
Многоцелевые станки с ЧПУ являются одним из наиболее производительных видов оборудования для условий мелкосерийного и индивидуального производства. Особенностью многоцелевых станков свер-лильно-фрезерно-расточной группы является широкий диапазон возможных видов и методов обработки, обеспеченный более сложной механической частью станка, Однако при эксплуатации данного вида оборудования, в результате совместного влияния геометрических, кинематических и динамических параметров на процесс обработки возникают проблемы по обеспечению требуемой точности обработки.
Эксплуатация в условиях производства показала, что данные станки не обеспечивают требуемую точ-
ность обработки отверстий при растачивании по параметрам: точность диаметра и точность формы. Основными причинами погрешности обработки, являются упругие перемещения в подвижных соединениях отдельных деталей и узлов станка, и что более 70 % этих перемещений происходит в ветви инструмента. Также определено, что наиболее слабым звеном в ветви инструмента является подвижный стык станины и шпиндельной головки станка, исследованию данного соединения и посвящена данная статья.
Относительные повороты и перемещения координатных систем, построенных на основных базах блоков станка, являются функциями перемещения их опорных точек. Чтобы определить упругое переме-
щение координатных систем, необходимо знать силы, действующие на опорные точки и жесткости последних. При обработке детали на реальном станке перемещения одной координатной системы относительно другой системы под действием сил и моментов -есть результат упругих перемещений всех звеньев размерной цепи, заключенных между этими координатными системами. Поэтому величины коэффициентов жесткости опорных точек должны отражать суммарную или приведенную жесткость звеньев, объединенных приведенным звеном, соединяющим рассматриваемые координатные системы. Аналогично должны определяться величины коэффициентов жесткости опорных точек и других координатных систем эквивалентной схемы.
Таким образом, обозначив упругие перемещения опорных точек через X , можно записать, что
Ху = Г(Р,,сп<), (1)
где: Р, - сила, действующая на ¡-ю опору; сП| - приведенная жесткость 1-й опоры.
Как отмечалось выше, на точность обработки доминирующее влияние оказывают упругие перемещения в узле шпиндельной головки. Поэтому при определении жесткости узлов станка МС12-250М1 особое внимание уделялось этому участку кинематической цепи. Исследуемыми характеристиками являлись упругие перемещения шпиндельной головки относительно станины станка при различных параметрах настройки. Исходя из того, что нагружение при исследовании точности металлорежущих станков осуществляется, как правило, по направлениям перемещения основных узлов (Х;У;2) при определении жесткости опор шпиндельной головки нагружение производилось по направлениям X и У. Варьируемые параметры: вылет шпиндельной головки и направление нагружения.
В качестве устройства нагружения использовались как серийно выпускаемый динамометр ДОСМ-0,2, так и оригинальное устройство нагружения, рассчитанное по методике, изложенной в работе [1]. Устройство нагружения представляет собой винтовой домкрат 1, закрепленный на сварной раме 2 (рис. 1), в свою очередь рама 2 крепится к основанию 3, установленном на столе станка 4. Конструкция основания позволяет перемещать раму относительно стола станка в направлении оси Ъ в соответствии с изменением вылета шпиндельной головки.
Установка винтового домкрата на раме в различных положениях позволяет производить нагружение по четырем направлениям. Измерение силы нагружения производилось динамометром ДОСМ-02. Величина упругих перемещений шпиндельной головки определялась при помощи универсального индикатора часового типа 1МИГП с ценой деления 1 мкм. Все измерительные приборы предварительно прошли поверку и имеют допуск годности. Испытания проводились на неработающем станке.
Индикатор закреплялся на станине при помощи штатива с магнитным основанием типа ШМ-П, а измерительный наконечник упирался в корпус шпиндельной головки таким образом, что ось штанги индикатора находилась на одной прямой с осью винтового домкрата. Нагружение осуществлялось вдоль прямой, лежащей в плоскости переднего торца шпиндельной головки и пересекающей ось шпинделя. Увеличение нагрузки происходило ступенчато в интервале от 0 до 2 кН, с шагом 0,2 кН, с последующей ступенчатой разгрузкой. Циклнагружения-раз-гружения осуществлялся по три раза в каждом направлении при различных вылетах шпиндельной
-Нагружение при 1_=100 - Нагружение при 1_*200 -Х=19,ВР+7.9
- Разгружение при 1_=100
- Разгружение при 1_=200
- Х=9.7Р+9.9
Р Кн
Рис. 2. Деформации при нагружении вдоль оси ОХ "вправо"
—х—Нагружение при 1=100
-Нагружение при 1_=200
----У=21.9Р+5.0
—е.— Разгружение при 1=100 —о—Разгружение при 1=200 ---У=10Р»9,1
Рис. 3. Деформации при нагружении вдоль оси ОУ "вверх"
Рис. 4. Направляющие шпиндельной головки
головки. Вылет шпиндельной головки изменялся также ступенчато от 100 до 200 мм с шагом 25мм. Между циклами нагружения осуществлялось перемещение шпиндельной головки на ускоренном ходу для стабилизации ее положения относительно направляющих станины. Измерение упругих перемещений осуществлялось с точностью до 1 мкм. Значения силы и соответствующие перемещения, полученные при испытаниях, представлены графически на рис. 2 и 3.
Направляющие шпиндельной головки являются симметричными относительно плоскости ОУг, поэтому графики деформаций при нагружении в горизонтальной плоскости в обоих направлениях имеют
Таблица 1
Направление нагружения Уравнение прямой жесткости при вылете 1, мм
100 125 150 175 200
"вправо" Х=9,7 Р+9,9 Х=12,1 Р+9,5 Х=14,4Р+9,6 Х=17,6Р+10,3 Х=19,8Р+7,9
"влево" Х=8,1Р+5,1 Х=10,4Р+6,7 Х=13,7Р+5,6 Х=15,6Р+6,8 Х=18,1Р+6.7
'вверх" Y=10P+9,1 Y=12,8P+8,8 Y=15Р+7.9 Y=18,8P+7,4 Y=12,9P+5,6
"вниз" Y=3,9 Р+1 У=3,4Р+1.5 Y=6,6 Р+0.6 Y=7P+0,1 Y=9,1 Р+0,7
практически одинаковую конфигурацию, Сравнительно небольшая сила трения в стыке шпиндельной головки и станины., определяемая весом шпиндельной головки, ведет к тому, что при незначительной нагружающей силе (0,1 — 0,2 кН) головка смещается в направлении действия силы, выбирая зазор в горизонтальном направлении. При увеличении усилия до 0,5 — 0,7 кН (в зависимости от вылета шпиндельной головки) наблюдается уменьшение податливости в стыке, что можно объяснить предельным смещением головки в горизонтальном направлении, при котором происходит контактирование боковых наклонных поверхностей А (рис. 4).
При дальнейшем увеличении усилия нагружения происходит скольжение по наклонным поверхностям направляющих, чем сообщается поворот шпиндельной головки в плоскости ХОУ. Этот процесс продолжается при увеличении нагрузки до 1,2 — 1,4 кН. При этих усилиях заканчивается выбор зазоров в вертикальном направлении. При дальнейшем увеличении нагрузки до 2 кН наблюдаются упругие деформации в стыке. На этих участках графики жесткости имеют практически линейный характер.
Увеличение вылета шпиндельной головки влечет за собой увеличение нодатливостй системы, изменение угла наклона линейного участка графика. Это обуславливается увеличением плеча приложения внешней силы, а, следовательно, и изгибающего момента, и уменьшением длины контакта в направляющих. При анализе разгрузочных ветвей графиков наблюдается отсутствие смещений в стыке при уменьшении усилия нагружения от 2,0 до 1,8кН (горизонтальный участок), что обуславливается действием сил трения. Дальнейшее уменьшение нагрузки влечет перемещение шпиндельной головки в направлении, противоположном действию силы, график приобретает крутопадающий характер. При полном снятии нагрузки наблюдаются остаточные смещения в стыке в пределах от 3 до 10 мкм (в зависимости от вылета), что характеризует величину зазора в горизонтальном направлении.
Петлеобразность кривой (характеристика существенно нелинейная) объясняется действием сил трения в стыке. Увеличение ширины петли с ростом деформации характеризует пропорциональность сил трения величине деформации (рессорное трение).
При рассмотрении жесткости стыка в вертикальном направлении наблюдается более существенное влияние веса шпиндельной головки на ее перемещения под действием внешней силы. Вертикальное смещение шпиндельной головки ограничивается плоскими горизонтальными направляющими Б (рис.4) станины снизу и съемными планками В сверху. В свободном состоянии головкалежитнанаправляющих станины, подплан-ками образуется зазор 5 мкм (по паспорту станка).
На начальном этапе нагружения снизу вверх при усилии до 0,2 кН происходит перераспределение сил в стыке, вызывающее подъем передней части шпиндельной головки на 1 - 2 мкм. При дальнейшем увеличении внешней силы до 0,2 - 0,6 Кн происходит равномерный подъем передней части шпиндельной головки на величину, в зависимости от вылета, 10 —
20 мкм. Далее происходит контактирование верхних поверхностей направляющих головки и ограничительных планок станины, и дальнейшее увеличение нагрузки влечет контактные деформации в стыке. Графики на этих участках носят практически линейный характер. Угол наклона увеличивается с увеличением вылета головки, что характеризует увеличение податливости. Разгрузочные ветви графиков, также как и при нагружении в плоскости XOZ имеют горизонтальный участок на интервале 2-1,8 кН и небольшую величину остаточного смещения — 2 — 3 мкм. При нагружении сверху вниз зависимости жесткости имеют совершенно иной вид. Так как в этом направлении зазора в стыке практически нет, свободные перемещения передней части шпиндельной головки отсутствуют. При увеличении усилия нагружения до 0,8 -1,2кН происходит перераспределение сил, влекущее за собой упругие деформации в передней части стыка и подъем на величину зазора задней части шпиндельной головки. При внешнем усилии более 1,2кН графики для всех вылетов приобретают линейный характер, наблюдаются только контактные деформации. Угол наклона линейных участков увеличивается с увеличением вылета, что характеризует уменьшение жесткости стыка. Разгрузочная ветвь имеет горизонтальный участок на интервале 2 — 1,8кН и незначительное остаточное смещение.
Результаты исследований были обработаны на ЭВМ, проведена линейная регрессия по методу наименьших квадратов и получены уравнения прямых (табл. 1), характеризующих податливость узла шпиндельной головки в точке пересечения оси вращения шпинделя и переднего торца головки для различных вылетов и направлений нагружения.
Результаты проведенных исследований жесткости подвижного стыка шпиндельной головки и станины позволили уделать следующие выводы:
- наибольшую податливость данный узел имеет в плоскости XOZ;
- наименьшую - в плоскости YOZ, при нагружении сверху вниз;
- с увеличением вылета жесткость узла шпиндельной головки уменьшается вследствие увеличения плеча прилагаемого усилия и уменьшения площади контакта в направляющих;
- существенное влияние на характер упругих перемещений оказывают зазоры в подвижном стыке.
Библиографический список
I. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Дехнич A.A. Нагрузочное устройство для моделирования процесса растачивания на многооперационных станках,- ОмГТУ.-Омск, 1998,6 с. Деп. в ВИНИТИ 30,10.98, №3112-В98.
ГАВРИЛОВ Виктор Александрович, к.т.н., доцент, заведующий кафедрой «Металлорежущие станки и инструменты».
Дата поступления статьи в редакцию: 01.09.2006 г. © Гаврилов В.А.
